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高速轴的设计尺寸

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高速轴的设计尺寸
1.选用材料，确定许用应力 材料选用45钢，正火处理。

查表8-1，材料强度极限600a B MP =σ；查表8-2可知118107A = ，按式（8-2）可得
d 11810720.919.0mm ≥==（～～ 考虑到轴上得双键槽，直径应增大7%，则22.420.3d = ,取20d mm =
2.轴的结构设计
(1)装带轮段 估算36d mm =Ⅰ， 60L mm =Ⅰ(小带轮的口径为38，高速轴的第一轴径装大带轮，由手册查得d Ⅰ， 1.75d 360mm L
=-=ⅠⅠ) (2)装左端轴承端盖段 Ⅰ的右端需配合轴肩,故Ⅱ段40d mm =Ⅱ,根据轴承端盖装拆及便于对轴承添加润滑脂得要求, L 41mm,=Ⅱ
(3)装轴承段 轴的直径应结合所选轴承确定选用深沟球轴承,查手册初定为6009型轴承,
其尺寸为d 4D B ⨯⨯=⨯⨯,取45d mm =ⅢL 18mm,(mm+620616mm =Ⅱ外伸2轴承宽） (4)轴肩 考虑到与中速轴的配合d 50mm 105mm L ==ⅣⅣ，
(5)齿轮段 d 48mm =Ⅴ， 为考虑到定位可靠，L Ⅳ应小于轮毂（2-3）mm ，所以
58mm L =Ⅴ
(6)齿轮右端定位段 齿轮右端用套筒定位,直径d 45m m =Ⅵ, L 20mm,(2mm+mm+4mm 12mm =+Ⅵ深向挡油环外伸2箱体外伸套筒） (7)轴承段 按6009轴承对定位轴肩高度的要求,取 d 45mm,16mm L ==ⅦⅦ 轴上零件得周向固定 齿轮,半联轴器与轴得周向固定均采用平键联接。

同时为了保证齿轮与轴有良好得对中性，由20I d mm =，故采用H7/j6配合（由机械课程设计简明手册表7-16） 总轴长 604118105602016320L L L L L L L ++++++=++++++=ⅠⅡⅢⅣⅤⅥⅦ
3.按许用弯曲应力校核轴的强度 (1)作出轴得计算简图
1. (2) 求作用在齿轮1上的力 齿轮1分度圆直径165.25d mm =
4
11a t 22 5.2610161265.25
tan tan 201612608cos cos15.10tan 1612tan15.10435t n r t
T F N
d F F N F F N αββ⨯⨯===︒
==⨯=︒
==⨯︒= 作用在带轮上的作用力为 1304.153F N =
从轴的结构图以及弯矩和扭矩图可以看出截面Ⅲ是轴的危险截面截面，现将计算出的截面ⅢJ 处的X
Y M M M ⅢⅢ的值列于下表。

已知轴的材料为45钢，正火处理，600a B MP =σ，查表8-3，材料强度极限[]155a b MP -=σ，由于转矩由变化，按脉动考虑，取0.6α=。

440.6 5.2610 3.15610T N mm N mm α=⨯⨯⋅=⨯⋅
(6)求出当量弯矩，作出当量弯矩图
水平面受力及弯矩图
M
垂直面受力及弯矩图
M
合成弯矩图
转矩图
(7)校核轴的长度
受载荷最大得剖面在齿轮中间平面处，此剖面虽有键槽，但仍可以近似用3
0.1W d =计算
5
33
2.201019.9550.10.148
e e e M M MPa MPa MPa W d σ⨯====≤⨯ 校核结果：[]1e b σ-<σ，剖面强度满足要求
(8)轴承的校核
对深沟球轴承，由式（8-4）知径向基本额定载荷
1
6
60()10P r h t f P n C L f ε= 由表8-23查得6009深沟球轴承基本额定载荷21r C kN =,查表8-14得1t f =，查
表8-15得1P f =,对球轴承，3ε=，将以上有关数据带入上式，得
1
36
160986.89
21000()110
h P L ⨯⨯=⨯ 2320P N =
故在规定条件下，6009轴承可承受的最大载荷为2320N ，大于轴承实际承受得载荷1665N,
所选轴承适合
（9）键的校核
由表5-73得1108( 5.0. 3.3)b h t t ⨯=⨯==，倒角0.250.4r = ，键长25L mm =，
36mm d =Ⅰ，d 48mm =Ⅴ
强度校核，由公式3
24252.6107.3h 836(6010)
p T MPa ld σ⨯⨯===⨯⨯-
3
24252.6107.2838(5810)
p T MPa hld σ⨯⨯===⨯⨯-
小于许用强度120150p MPa σ⎡⎤=⎣⎦ ，所以键符合要求。

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轴的设计

轴的设计

三、轴的设计（一）、轴的材料选择和最小直径估算根据工作条件，初选轴的材料为45钢，调制处理。

按扭转强度法进行最小直径估算，即：。

初算轴径时，若最小直径轴段开有键槽，还要考虑键槽对轴强度的影响。

当该轴段键槽截面上有一个键槽时，轴径增大5%~7%；有两个键槽的时，增大10%~15%。

o A 值由《机械设计》表8-3确定：高速轴的1126o A =；中间轴的；低速轴的3110o A =。

高速轴:,1min 12626.72o d A mm ==， 因高速轴最小直径处要安装联轴器，设有一个键槽，则：,1min 1min (10.07)26.72 1.0728.60d d mm mm mm =+=⨯= ，取整数。

中间轴：2min 12042.34o d A mm ===， 因中间轴最小直径处要安装轴承，则取为标准值：2min 45d mm =。

低速轴：,3min 11058.65o d A mm ===， 因低速轴最小直径处要安装联轴器，设有一个键槽，则：,3min 3min (17%)58.65(10.07)62.77d d mm mm mm =+=⨯+= ，取整数 3min 65d mm =。

（二）减速器的装配草图的设计根据轴上的零件结构、定位、装配关系、轴向宽度及零件间的相对位置等要求，设计装配草图：参考《机械设计》图8-9（a ）方案（三）轴的结构设计1、中间轴的结构设计:中间轴轴系的结构如图（1）、各轴段直径的确定：最小直径，滚动轴承处轴段，212min 45d d mm ==。

深沟球轴承选取 6309，其尺寸为：4510025d D B mm mm mm ⨯⨯=⨯⨯。

：低速级小齿轮轴段，由此决定低速小齿轮和轴是分开式的结构。

：轴环，根据齿轮的轴向定位要求，2360d mm = 。

：高速大齿轮轴段，2450d mm =。

：滚动轴承轴段，252145d d mm ==. （2）、各段轴的长度确定：由滚动轴承、挡油环及装配关系等确定，2150L mm =。

机械设计课程设计轴的设计过程

机械设计课程设计轴的设计过程

七 轴的设计计算（一）高速轴的设计计算 1.确定轴的最小直径先按教材式（15-2）初步估算轴的最小直径。

选轴的材料为40Cr 调质处理。

根据教材表15-3，取1060=A ，于是得mm n P A d 74.1496058.210633110min =⨯==，由于开了一个键槽，所以mm d 77.15)07.01(74.14min =+⨯轴的最小直径显然是安装联轴器处轴的直径。

为了使轴的直径和联轴器的孔径相适应，故需同时选联轴器的型号。

联轴器的计算转矩1T K T A ca =，查教材表14-1取3.1=A K ，又N T 4110567.2⨯=代入数据得mm N T ca .1034.34⨯=查《机械设计课程设计》表9-21（GB/T4323-1984），选用TL4型弹性柱销联轴器。

联轴器的孔径d=22mm,所以mm d 22min = 2.轴的机构设计（1）根据轴向定位的要求确定轴上各段直径和长度1）为了满足联轴器的轴向定位要求，在12段的右边加了一个轴套，所以mm d d 22min 12==2）初步选取轴承，因同时受到径向力和轴向力，故选用圆锥滚子轴承，根据轴的结构和最小轴的直径大小 查《机械设计课程设计》表9-16（GB/T297-1994）选用30205型轴承mm mm mm T D d 25.165225⨯⨯=⨯⨯所以，mm d 2523=，根据轴承的右端采用轴肩定位，从表中可知mm d 3034=，45断的直径为齿轮的齿顶圆直径，所以mm d 66.4145=，mm d d mm d d 25,3023673456====。

半联轴器与轴配合的毂孔长度mm L 381=，为了保证轴端挡圈只压在半联轴器上而不压在轴的端面上，所以长度应取短些，先取mm L 361=。

轴承的端盖的总宽为25mm,取端盖的外端面与半联轴器的距离为25mm ，所以12段上的轴套长mm L 5025252=+=，所以mm L 882365012=++=在确定轴承的位置时应距离箱体内壁S=8mm ，取齿轮距离箱体内壁a=12mm 。

一级减速器毕业设计说明书

一级减速器毕业设计说明书

武汉生物工程学院高等教育自学考试毕业论文论文题目: 一级直齿圆柱齿轮减速器指导老师:专业:准考证号：作者姓名:答辩时间：2014年 7 月 3 日目录一、引言 (3)二、摘要及关键字 3四未定义书签。

五、电机的选择 (5)1、电动机类型和结构型式 52、电动机容量 5P 5 3、电动机额定功率m4、电动机的转速 55、计算传动装置的总传动5六、计算传动装置的运动和动力参数 (6)1、各轴转速 (6)2、各轴输入功率为(kW) (6)3、各轴输入转矩（N m） (6)七、传动件的设计计算 (7)1、齿轮传动设计 (7)八、轴的设计计算 (10)1、高速轴的设计 (10)2、低速轴的设计 (11)九、轴的疲劳强度校核 (12)1、低速轴的校核 (12)十、轴承的选择及计算 (14)1、高速轴轴承的选择及计算 (14)2、低速轴的轴承选取及计算 (15)十一、键连接的选择及校核 (16)1、高速轴的键连接 (16)2、低速轴键的选取 (16)十二、铸件减速器机体结构尺寸计算表及附件的选择 (17)1、铸件减速器机体结构尺寸计算表 (17)2、减速器附件的选择 (17)十三、总结18 参考文献致谢引言本论文主要内容是进行一级圆柱直齿轮的设计计算，设计计算中运用到了《机械设计基础》、《机械制图》《工程力学》、《公差与互换性》等多门课程知识，并运用《AUTOCAD》软件进行绘图，因此是一个非常重要的综合实践环节,也是一次全面的、规范的实践训练。

通过这次训练，使我们在众多方面得到了锻炼和培养。

主要体现在如下几个方面：（1）培养了我们理论联系实际的设计思想，训练了综合运用械设计课程和其他相关课程的基础理论并结合生产实际进行分析和解决工程实际问题的能力，巩固、深和扩展了相关机械设计方面的知识。

（2）通过对通用机械零件、常用机械传动或简单机械的设计，使我们掌握了一般机械设计的程序和方法，树立正确的工程设计思想，培养独立、全面、科学的工程设计力和创新能力。

机械设计课程设计说明书

机械设计课程设计说明书

机械设计基础课程设计计算说明书第一部分设计任务书机械设计课程设计任务书设计题目：输送传动装置的设计传动简图：原始数据：参数输出轴功率P/kW 输出轴转速n （r/min）数据 5.5 70工作条件：轻微振动载荷；单向传动；室内工作。

使用期限：长期使用。

生产批量：成批。

工作机速度（或转速）允许误差：±5%。

设计工作量：1.减速器装配图1张（A0或A1）；2.零件工作图：低速轴、大齿轮，共2张。

η2=0.98 η3=0.98 η4=0.95 ηv=0.96 ηa=0.849第二部分选择电动机2.1电动机类型的选择按照工作要求和工况条件，选用三相笼型异步电动机，电压为380V，Y型。

2.2确定传动装置的效率查表得：滚动轴承的效率：η2=0.98闭式圆柱齿轮的效率：η3=0.98开式圆柱齿轮的效率：η4=0.95V带的效率：ηv=0.96总效率ηa=ηv·η23·η3·η4=0.8492.3选择电动机容量工作机所需功率为电动机所需额定功率:输出轴转速：查课程设计手册表选取推荐的合理传动比范围，V带传动比范围为：2～4，一级圆柱齿轮传动比范围为：3～6，开式圆柱齿轮传动比范围为：4～6，因此合理的总传动比范围为：24～144。

电动机转速的可以选择的范围为n d=i a×n w=(24～144)×70=1680～10080r/min。

综合考虑电动机和传动装置的尺寸、价格、重量、和减速器、开式齿轮传动传动比等因素，选定电机型号为：Y132S2-2的三相异步电动机，额定功率P en =7.5kW ，满载转速为n m =2915r/min ，同步转速为n t =3000r/min 。

方案电机型号额定功率(kW)同步转速(r/min) 满载转速(r/min) 1 YE3-Y160L-8 7.5 750 720 2 Y160M-6 7.5 1000 970 3 Y132M-4 7.5 1500 1440 4Y132S2-27.530002900图3-1电机尺寸2.4确定传动装置的总传动比和分配传动比中心高外形尺寸 地脚安装尺寸地脚螺栓孔直径 轴伸尺寸 键部位尺寸 H L ×HDA ×BK D ×E F ×G 132475×315 216×1401238×8010×33i a =41.643 i v =3 i c =4i 1=3.47（1）总传动比的计算由选定的电动机满载转速n m和工作机主动轴转速n w，可以计算出传动装置总传动比为：（2）分配传动装置传动比取普通V带的传动比：i v=3取开式圆柱齿轮传动比：i c=4减速器传动比为2.5动力学参数计算1.电机轴的参数2.高速轴的参数3.低速轴的参数4.工作机轴的参数各轴转速、功率和转矩列于下表轴名称转速n/(r/min)功率P/kW转矩T/(N•m)电机轴2915 6.6821.88高速轴971.67 6.3562.41低速轴280.02 6.1208.04工作机轴70.01 5.74782.99第三部分V带传动的设计1.求计算功率P c由表9-7,查得工作情况系数KA=1.1可得2.选择带型根据P ca=7.35kW，和小带轮转速n1=2915,由图9-8，选用A型。